Utilaje de Transport Continuu cu Placi

Utilaje de transport continuu cu plăci

CHESTIUNI SPECIFICE

Transportoarele cu plăci fac parte din grupa utilajelor de transport continuu care sunt folosite în foarte multe domenii: industria construcțiilor de mașini, industria materialelor de construcții, chimică, alimentară, transportul auto, feroviar și naval.

O clasificare a utilajelor de transport continuu este următoarea: utilaje cu organ flexibil de transport (transportoare cu bandă, cu raclete, cu cupe, cu elevatoare, etc.) și transportoare fără organ flexibil de transport (transportoare cu melc, vibratoare oscilante, etc.). De asemenea sunt luate în considerare și instalațiile de transport pneumatic.

Transportoarele cu organ flexibil de transport pot fi clasificate după direcția pe care se pot deplasa cu sarcina de transportat în:

Transportoare pentru transportul pe orizontală sau la un unghi mai mic unghiul de taluz natural: transportoare cu bandă, cu plăci, cu raclete;

Transportoare pentru transportul pe orizontală și pe verticală: transportoare cu cupe;

Transportorul pentru transportul pe verticală sau la unghiuri apropiate de verticală: elevatoarele;

Transportorul pentru transportul în orice direcție în spațiu: transportoarele suspendate

Transportoarele cu plăci sunt folosite pentru transportul materialelor vărsat sau a sarcinilor individuale calde su reci. Plăcile metalice sunt fixate pe 2 lanțuri laterale, fiecare lanț fiind antrenat de o roată poligonală și sunt întinse de alte 2 roți poligonale aflate la capătul opus al transportorului, în raport cu roțile de antrenare (fig.2). Plăcile pot fi plane în special pentru sarcini individuale, sau ondulate cu sau fără bordură, existând varianta delasării între pereți ficși (fig.1e). Pentru sarcini vărsate se folosesc și plăcile plane cu borduri.

Plăcile plane sunt prevăzute cu o plăcuță curbată sudată (fig.1b, 1d) care protejază roțile împotriva pătrunderii prafului, atât pe calea de rulare cât și pe lagăre (fig.1c,1f). La plăcile ondulate capetele sunt petrecute din același motiv. În cazul plăcilor cu bordură, marginile bordurilor a 2 plăci alăturate sunt petrecute una peste cealaltă pentru a se evita pierderile de material, în lateral, la schimbarea de direcție a transportorului (fig.1d, 1f). Există și variante în care plăcile sunt înlocuite cu cutii.

Fig. 1- Tipuri de plăci [2]

a,b)plane; c) ondulate; d) plane cu borduri; e) plane cu borduri fixe; f) ondulate cu borduri

Fig.2 – Transportor cu plăci [2]

1-roată poligonală de acționare; 2- bordura plăcii; 3- lanț de susținere al plăcilor; 4- șină de susținere; dispozitiv de alimentare pentru materiale vărsate; 6- roată de întindere

Transportoarele cu plăci articulate pot avea o productivitate mai mare decât transportoarele cu bandă flexibilă și o lungime mai mare decât acestea , întrucât organul de tracțiune (lanțul) poate prelua o forță de tracțiune mai mare decat banda textilă cauciucată. Adoptând un material adecvat pentru plăci, se pot transporta materiale cu temperatura ridicată, abrazive sau cu agresivitate chimică. Tablierul transportorului are o viteza mică, permițând efectuarea de operații tehnologice în timpul transportului materialului.

Transportoarele cu plăci  au exploatare mai dificilă.  În comparație cu transportoarele cu bandă flexibilă greutate mai mare, construcție mai complicată, preț de cost mai ridicat.

Printre avantajele transportoarelor cu plăci articulate se menționează tablierul din plăci, care pote fi ușor executat ca o construcție foarte rezistentă și care, la nevoie, poate fi întărit în mod suplimentar printr-o captușeală metalică, lemnoasă sau confecționată din materiale speciale care se pot schimba.

În unele cazuri, transportoarele cu plăci articulate instalate sub gurile buncărelor reglează singure debitul materialului care se scurge pe ele și ca urmare pot funcționa, fară alimentatori mecanici.

Unul din avantajele transportorului cu plăci articulate este posibilitatea de a realiza, în mod simplu, încovoierea traseului ori în plan vertical cu conexitatea, fie în sus, fie în jos și în același timp,dacă este nevoie, cu raze relativ mici-cuprinse între 5 și 8 m.

CARACTERISTICI TEHNICO – FUNCȚIONALE. DESCRIEREA FUNCȚIONĂRII.

În acest caz se vor folosi următoarele date de intrare:

a. Debitul mat. de transportat     Q= 40 m3/h

b. Viteza de transport a mat. VT=0,15 m/s

c. Materialul transportat       de tip granular

d. Greutatea specifică  

e. Lungimea transportorului    L=20000 mm

f. Lățimea plăcilor metalice      lPM = 650 mm

g. Înălțimea maximă de transport   H=5000 mm

h. Unghiul de înclinare   β= 25o

Are în componență 2 lanțuri montate pe roțile de acționare (roți profilate frontale). Deasemenea mai are în componență un sistem de roți de întindere prin care se reglează sistemul de transmisie și care se face cu ajutorul unor mecanisme cu șurub.

Din punct de vedere constructiv cele 2 lanțuri sunt fixate cu plăci de metal care pentru evitarea scurgerii materialului granular sunt suprapuse parțial, una peste alta prin acoperire reciprocă .

Această mișcare de avans se execută pe un sistem de role mobile care se rostogolesc în ghidaje construite din șine, corniere sau profile U.

Din punct de vedere cinematic, mișcarea de rotație se transmite roții de lanț care se află pe același ax cu o roată dințată care primește mișcarea de la un pinion aflat pe axul de ieșire al unui reductor cu o treaptă, care la rândul lui primește mișcarea de la un motor asincron trifazat.

Transportorul este prevăzut cu o pâlnie de încărcare prin care se alimentează acesta cu material granular în orice zonă permisă din punct de vedere constructiv. La capătul său este prevăzut sistemul de descărcare prin intermediul unei pâlnii de descărcare

În literatura de specialitate se indică faptul că unghiul de înclinare în acest caz este β= 25o [2].

Se recomandă [2] că la trecerea de la direcția orizontală de deplasare a materialului, pe direcția de deplasare înclinată se face cu ajutorul unei raze de curbură egală cu 3,5 m.

Cadrul transportorului cu plăci articulate pentru transportul materialului granular se execută din profile laminate (L), care se asamblează prin sudură nedemontabile dar și cu ajutorul șuruburilor în cazul asamblărilor demontabile.

Plăcile de susținere se fixează cu ajutorul unor corniere, la eclisele interioare ale lanțului. Se folosesc lanțuri cu eclise pentru transportoare cu role de sprijin cu guler.

Rolele de sprijin cu guler au diametrul mai mare decât lățimea

eclisei, ele servind și ca elemente de sprijin al lanțului la deplasarea acestuia pe ghidaje.

Lanțul se fabrică în bucăți de aproximativ 5 metri lungime.

În ceea ce privește nr. de dinți ai roților de lanț literatura de

specialitate indică z =12, [2].

Se adoptă deasemenea

p =100 mm

Condițiile reale de funcționare impun folosirea în acest caz roți de

lanț cu dantura profilată [2].

Dintre avantajele acestora amintim:

–   în scopul creșterii forței de frecare este nevoie de a transmite o forță de tracțiune cu o întindere mai mică a lanțului decât în cazul roților simple;

– nu există deplasări relative ale lanțurilor care pot fi provocate de lungimile neegale ale lanțurilor.

Pentru schimbarea direcției de deplasare se utilizează dispozitive de

schimbare a direcției de mișcare, formate din ghidaje fixe, îndoite ușor, pe care se rostogolesc rolele de rulare.

În componența sistemului de acționare se găsește un mecanism cu

clichet care constă dintr-o roată dințată, cu dantura cu profil special, solidară cu organul de rotire al mecanismului de antrenare și dintr-un clichet care se rezeamă cu un capăt pe dinții roții, iar la celălalt capăt este montat liber pe un bolț fixat pe batiul mașinii.

În cazul în care roata dințată se rotește în sensul transportului sarcinii clichetul alunecă peste dinți fără a opri mișcarea acesteia.

Dacă mișcarea încetează, datorită greutății sarcinii, apare tendința

de oprire, apare rotirea axului în sens invers, clichetul pătrunde în golul dintelui și blochează roata.

3.SCHEMA CINEMATICĂ DE PRINCIPIU A TRANSPORTORULUI CU PLĂCI ARTICULATE

Fig.3 – Compunerea cinematică a sistemului de acționare a transportorului cu plăci [2]

Semnificația elementelor componente este următoarea:

ME – motor electric; CE1- cuplaj electromegnetic; R- redactor de turație cu o treaptă; CE2- cuplaj special; z1, z2, roți dințate ; RP1, RP2,- roți poligonale; TPA-transportor cu plăci; TL1, TL2 – transmisii cu lanț

ALTE CARACTERISTICI FUNCȚIONALE

În practică tipul la alegerea transportorului ce urmează să fie utilizat pentru transportul materialului, se are în vedere ce fel de material urmează să fie folosit.

Materialele granulare se compun din granule de dimensiuni diferite. În general, granula are o formă neregulată și este caracterizată prin dimensiunile paralelipipedului circumscris ei.

Fig. 4 – Profil granular

Dimensiunea nominală medie a granulei este :

mm

Se consideră granulația caracteristică ac a unui material amestecat ca fiind:

ac = abcmax.

În literatura de specialitate se utilizează granulația caracteristică și greutatea specifică drept parametri pentru stabilirea categoriei de material granular transportat. (ex.ac=60mm pentru dimensiunea medie a granulei).

Un alt parametru îl reprezintă unghiul de taluz natural  reprezintă unghiul dintre generatoarea conului de material vărsat, care se depune liber pe o suprafață plană orizontală și această suprafață respectivă.

Fig.5 – Secțiuni transversale în transportoare cu plăci [1]

a. placă plană; b. placă cu borduri; c. Placă plană cu borduri fixe

Taluzul natural ia naștere prin alunecarea  granulelor de material pe o suprafață din material granular, formată din granule de dimensiuni mici și egale (cazul ideal).

Greutatea specifică  a unui material vărsat reprezinta raportul dintre greutatea și volumul unei granule de material.

Greutatea volumetrică  a unui material vărsat reprezintă raportul dintre greutatea materialului vărsat liber (necompactat) și volumul ocupat de el.

Calculul debitului transportorului

Având în vedere că în cazul transportorului cu plăci acesta are o

deplasare lentă, sarcina de încărcare cu materiale vărsate este superioară.

Avem

(1), [1]

unde:

b- lățimea utilă a plăcii mm

B- lățimea benzii mm

Deasemenea suprafața secțiunii de material este:

A=0,18B2tg(0,6φm) m2 (2), [1]

unde:

φm- unghiul de taluz natural al materialului

Greutatea materialului pe m2 este dată de relația:

q= 180B2ρmtg(0,6 φm) kg/m3 (3), [1]

Debitul va fi:

Q= 648kPB2ρmvtg(0,6φm) t/h (4), [1]

unde:

kp – coef. ce se adoptă din tabelul de mai jos

ρm – densitatea materialului t/m3

tabel1

Conf. datelor de proiectare avem:

b=650 mm

→ B=760 mm

Se adoptă varianta B=850 mm [1]

kp=0,85

Înlocuind avem:

Q= 648×0,85×0,852×1,1×0,15xtg(0,6×45) = 33,45 t/h

Deci:

Q=30,41 m3/h

Q≤Qmax (5)

Obs. Relația este valabilă dacă se cunoște lățimea plăcilor transportorului

Se poate calcula acest parametru dacă se ia în considerare debitul transportorului ca dată de intrare cu relația:

B≥Bcalc. (6)

unde:

Bcalc. =sqrt.[Q/648 kp ρmvtg(0,6φm)] (7), [1]

Înlocuind avem:

Bcalc. =sqrt.[40×1,1/648×0.85×1,1×0,15tg(0,6×45)] = sqrt.[44/46,30]

=0,97 m

Obs. În acest caz pentru debitul max. al transportorului cu plăci este nevoie de o lățime a plăcilor de: b=1,0 m

ELEMENTE DE CALCUL DINAMIC AL LANȚULUI

Corespunzător schemei din fig.6 fiecare dinte, intrând în angrenare cu zalele lanțului, devine un element motor, în decursul unei perioade de timp corespunzător rotirii roții profilate cu un unghi la centru , egal cu unghiul la centru al unei zale.[6]

Fig.6 – Elementele cinematice ale transmisiei cu lanț [6]

La viteze unghiulare constante  ale roții de antrenare a lanțului viteza acestuia este continuu variabilă, ceea ce atrage după sine apariția unor forțe de inerție în lanț, de asemenea continuu variabile.

Viteza zalei și deci a lanțului ce se deplasează pe ghidaje va fi egală cu suma vectorială a vitezei de antrenare (viteza  a punctului a) și a vitezei relative (viteza  a punctului b în raport cu punctul a).

Săgeata lanțului în porțiunea ab poate fi neglijată și această porțiune se poate considera ca o linie dreaptă. Planul vitezelor se construiește ținând seama ca viteza  este normală la raza punctului a, viteza  este normală pe direcția, iar viteza  este îndreptată după direcția lanțului.

Dacă se notează cu  unghiul de înclinare a porțiunii ab față de raza lanțului și cu  unghiul făcut de raza punctului a cu normala la direcția lanțului, din planul vitezelor rezultă:

                  (8) [6]

Din figură se observă că:

(9) [6]

de unde:

(10)

unde:

– n este numărul de zale neghidate

Pentru buna funcționare a transportorului este necesar ca la părăsirea ghidajului de către zona b, zalele: a- aflată în angrenare, b- liberă și c- ghidată, să fie coliniare.

În aceste condiții, când unghiul  este mic, termenul  se poate neglija și relația (8) devine:

(8·)

Obs. 1. Dacă  este unghiul la centru făcut de razele a doi dinți vecini, viteza va fi minimă pentru  și maximă pentru

2. Ținând seama de faptul că , accelerația lanțului va avea valoarea:

, (11), [6]

sau:    

3. În momentul prinderii articulației de către roată, adică pentru , accelerația are valoarea:

[m/] (12), [6]

Ea scade continuu în timpul rotirii roții, atingând valoarea 0 pentru  și valoarea minimă  pentru

Această valoare este:

                [m/] (13), [6]

Aceasta reprezintă valoarea accelerației în momentul când o nouă articulație este prinsă de roată și când accelerația lanțului crește instantaneu la valoarea ei maximă:

În acest caz :

– R este raza de înfășurare a roții de lanț, în m

–  este viteza unghiulară a roții de lanț, în rad/s

Avem: m/sec. (14) [8], [9]

rad./sec. (15) [8],[9]

unde: v – viteza liniară a transmisiei cu lanț m/s

n- turația roții de lanț rot/min

Deasemenea   m (16) [8], [9]

m (17) [8], [9]

Rezultă turația roții de lanț:

rot/min (18)

unde:

– Dd este diametrul de divizare al roții de lanț

– n este numărul de rotații al roții de acționare

– v este viteza lanțului, v=0,15m/s

– z este numărul de dinți ai roții de lanț, z=12

– p este pasul lanțului, p=100mm    

Înlocuind în (18) avem: n=0,115 rot./min.

Calculul forțelor de inerție

În acest caz trebuie avute în vedere fenomenele care au loc și anume: atunci când urmează să aibă loc prinderea unei noi articulații, asupra lanțului acționeaza o forță de inerție:

(19) [6]

În momentul imediat următor prinderii unei noi articulații a lanțului, accelerația crescând de la  la  asupra lui va acționa forța de inerție:

(20) [6]

Forța de inerție rezultantă:

(21) [6]

Literatura de specialitate indică în acest caz o dublare a forței dinamice corespunzător relației:

(22) [6]

Dacă forța statică de tracțiune din lanț este , în momentul premergător prinderii unei zale noi, forța de tracțiune din lanț va fi:

(23) [6]

În momentul prinderii unei zale noi, forța de tracțiune din lanț va fi:

   (24) [6]

Avem: (25)

unde: G este greutatea sarcinii și a organului de tracțiune

Deci:     

(26)

Calculul forței de tracțiune statice

În practică pentru calculul productivității transportorului cu plăci se folosește relația:

     (27) [6]

Unde:

Qp – productivitatea transportorului,   (t/h)

q – sarcina pe unitatea de lungime,    (kg/m)

v – viteza organului portant, (m/s)

  – coeficientul de umplere

β – este coeficentul de micșorare a productivității

De asemenea:

t/h            (28) [6]

Unde:

Q- debitul transportorului cu plăci m3/h

γ – greutatea specifică a materialului transportat tf/m3

Înlocuind în (28) avem:

t/h            (28’)

Corespunzător [6] avem:

(29)

Înlocuind în relația (27) obținem:

(27,)

Rezultă :

kg/m (30)

Sarcina statică este dată de relația:

kg/m (31)

unde:

b – lățimea tablierului                    m

K- coeficient care depinde de tipul tablierului și de forța

tracțiune din lanț.

Se alege [6] :

k=70 pentru un tablier mijlociu fără borduri          

  b=0,650 m

Înlocuind în (31):     

Masa materialului granular ce poate fi transportat este dată de relația:          

               (32)  kg

unde:

L- este lungimea de transport m       L=25m

Înlocuind avem:

m=(13+109)x25=3050 (32,)   kg

            iar

            G=mg=3050×9,8=29890 (33)   N

În relația (26) sin2 /z se aproximează cu 2/z 2 deci avem:

(34)  

În [6] se indică val. TMAX =4000 N

Înlocuind în (34)  avem:

(34,)  

Rezultă

TTST = 3720 N (35)  

CALCULUL ROȚII DE LANȚ

Pentru antrenarea lanțurilor articulate se folosesc roțile de forma indicată în fig.7:

Fig. 7-Elementele geometrice ale roții de lanț [5],[6]

Încontinuare prezentăm în tabelele 2 și 3 calculul geometric al danturii roții de lanț pentru mecanismul de acționare

Tabelul 2

6.1

CALCULUL GEOMETRIC AL ROȚII DE LANȚ

Tabelul 3

CALCULUL FORȚELOR DE REZISTENȚĂ

În cazul transportoarelor cu plăci articulate, forțele de rezistență depind de

sarcina de transportat liniară, greutatea lanțului precum și de lungimea acestuia [2] .

La acest tip de transportor sarcina și organul de tracțiune execută

aceelași tip de mișcare. În acest caz ambele au același coeficient de rezistență la înaintare.

Pe porțiunea liniară a lanțului, forța de rezistență se determină cu

relația:

      N (36) ,[2]

unde:

– suma lungimii porțiunilor orizontale ale ramurii încărcate a transportorului , m

– greutatea sarcinii de transport, repartizată pe un metru liniar de lanț,kg/m

 – greutatea unui metru liniar de lanț, kg/m

– coeficientul de rezistență la deplasarea sarcinii care este dat de relația:

(37) , [2]

în care:

– coeficientul de frecare de alunecare în articulațiile zalelor lanțului,

Obs. corespunzător [2] avem

– coeficientul frecării de rostogolire dintre rolele lanțului și ghidaj

– diametrul bolțului sau a bucșei lanțului,mm

– diametrul rolei lanțului,mm

– coeficientul care ține seama de frecările suplimentare dintre buzele rolei și ghidaje

În [2] valoarea coeficientului , în funcție de condițiile de lucru este :

=0,1.

Din calculele anterioare ceilalți parametri au următoarele valori:

Înlocuind în (36) avem:

N,[2]

În cazul ramurii orizontale descărcate a transportorului cu plăci,forța de rezistență se va determina cu relația:

N, (38), [2]

Pe sectorul rectiliniu înclinat cu unghiul  față de orizontală se forța de rezistență se determină, pentru ramura încărcată, astfel :

N, (39), [2]

în care:

– lungimea sectorului înclinat, =8 m

– greutatea pe unitatea de lungime a sarcinii, kg/m

– greutatea pe unitatea de lungime a lanțului , kg/m

– coeficient de rezistență la deplasare

 – unghi de înclinare a transportorului,

Înlocuind în (39), forța de rezistență pe sectorul înclinat, relativ la

ramura încărcată este:

N,

(39,), [2]

Forța de rezistență pe sectorul înclinat, pentru ramura descarcată se determină cu relația: :

N, (40),[2]

Înlocuind în rel. (40), avem:

N, (40,), [2]

În ceea ce privește determinarea valorii forței de rezistență în zona curbă a transportorului aceasta se poate face în următoarea ipoteză simplificatoare: lanțul de tracțiune se înfășoară pe un ghidaj curbiliniu fix.

Forța de rezistență la înfășurare pe un ghidaj de formă curbilinie, se determină cu relația:

,  N, (41),[2]

unde:

 – efortul din ramura transportorului care se desfășoară, N

– efortul din ramura transportorului care se înfășoară, N

Fig.8 – Schema forțelor de rezistență

N, (42), [2]

N, (43), [2]

unde:

– coef. ce ține seama de raza de curbură

[2]

– efortul din ramura ce se desfășoară în pct. de tangență N

– efortul din ramura ce se înfășoară în pct. de tangență N – forța de rezistență la ieșirea de pe ghidaj N

– forța de rezistență la intrarea pe ghidaj N

Relațiile de legătură între acestea sunt următoarele:

N, (44), [2]

N, (45), [2]

Înlocuind rel. (42), (43), în (44), (45), avem:

(44,),

(45,),

Trebuie să avem în vedere faptul că lanțul alunecă pe ghidaj, în acest

caz se poate scrie legătura între  și , prin intermediul formulei lui Euler:

 N,          (46), [2]

unde:

 – coeficient de frecare dintre ghidaj și lanț

 – unghiul de înfășurare a lanțului pe ghidaj

Avem:

N, (47), [2]

Forța de rezistență la înfășurare pe ghidajul în formă curbilinie:

N, (48), [2]

Efortul din ramura transportorului care se înfășoară  va fi egal cu suma forțelor de rezistență care apar de-a lungul traseului, începând cu punctul de desfășurare a lanțului de pe roata de acționare la care se adaugă forța de rezistență pe sectorul înclinat pe ramura descărcată până la sfârșitul traseului ghidajului de curbură.

Se utilizează relația:

N, (49), [2]

Avem:

(49,)

Efortul din ramura transportorului care se desfășoară se calculează cu rel. (47), în care [2] :

(50),

Forța de rezistență la înfășurare pe ghidajul în formă curbilinie:

cu [2] :

Deasemenea la acest transportor apar în timpul funcționării, forțe de rezistență datorită organelor de transmisie aflate în mișcare de rotație și translație. Acestea sunt: roata de lanț și lanțul de transmisie.Ele apar ca urmare a frecărilor în lagăre și a rigidității organelor de tracțiune.

Fig.14 – Schema de lucru pentru determinarea forțelor de rezistență

la organele de transmisie [2], [9]

Corespunzător schemei din fig. 14 forța din lagărul de transmisie al roții de lanț apare ca rezultantă a eforturilor din cele 2 ramuri de transmisie al lanțului R normală pe acesta.

N, (51), [2]

Forța de rezistență datorită frecării se poate determina în acest caz din condiția de echilibru a cuplului determinat de forța din lagăr și cuplul de frecare.

Avem relația:

N, (52), [2]

N, (53), [2]

Rezultă forța de rezistență cu relația:

N, (53,), [2]

Forța de rezistența datorită rigidității organului de tracțiune, este proporțională cu efortul R din organul de tracțiune:

N, (54), [2]

unde:

 – coeficient de rigiditate; [2]

Forța de rezistență totală este:

N, (55), [2]

De asemenea

N, (56), [2]       

unde:

– reprezintă coeficientul de rezistență la înfășurare

Rezultă

N, (57), [2]    

în care:

    [2]    

Deci:

Pentru calculul forței de rezistență opusă de organele de înfășurare motoare ( ex. roata de lanț) aceasta poate fi determinată cu relația:

N,          (58), [2]

unde:

– coeficient de rezistență la înaintare;

 – efortul din latura ce se înfășoară pe roata de acționare

 – efortul din ramură ce se desfășoară de pe roata de lanț.

Din literatura de specialitate luând în considerare și elementele de natură constructivă se utilizează relațiile de legătură după cum urmează:

(59), [2]

(60), [2]

În final obținem:

(61), [2]

În cazul în care transportoarele cu plăci realizează transportul materialelor granulare, la încărcare apar forțe de rezistență ca urmare a frecării materialului cu pereții laterali ai jgheabului și a frecării dintre aceștia și organul de tracțiune.

Din punct de vedere constructiv se indică faptul că la acest tip de transportoare avem înălțimea redusă a jgheabului [2] deci presiunea materialului are o variație liniară până la contactul cu suprafața de contact.

Presiunea laterală medie pe un perete va fi:

(62), [2]

unde:

 – greutatea specifică a materialului,

– înălțimea jgheabului,

– coeficient de mobilitate a materialului granular:

(63), [2]

în care:

 – unghi de surpare

 – unghiul frecării interioare a materialului;

Literatura de specialitate îndică [2]

Înlocuind în rel. (63), avem:

(63,), [2]

Forța de rezistență  este egală cu forța de frecare dintre material și cei doi  pereți laterali ai jgheabului.

Deci:

(64), [2]

unde:

– coeficientul de frecare dintre material și pereții jgheabului.

[2]

 – lungimea jgheabului, [2]

Înlocuind (62) în (64), avem:

(64,), [2]

Manualele de specialitate indică [2] în cazul forței de rezistență dată de frecările dintre organul de tracțiune și pereții laterali ai jgheabului relația :

  (65),    (N)

Se adoptă

Forța de rezistență totală la încărcare va fi:

(66),    (N)

CALCULUL PUTERII DE ANTRENARE A MOTORULUI DE ACȚIONARE

În acest caz se are în vedere determinarea forței de tracțiune la care este supus motorul de acționare și care este determinată de relația:

(N) , (67),     [2]

Unde:

eforturile de tracțiune în diferite puncte caracteristice la transportorului cu plăci

La rândul lor eforturile se determină cu relația:

(68),    (N) , [2]

În care :

eforturile de tracțiune în punctele caracteristice imediat anterioare ale transportorului cu plăci

forțele de rezistență între ramurile i-1, i

Din capitolele anterioare avem următoarele:

Fig. 15 – Schema punctelor caracterisitce ale transportorului [8],[9]

forța de rezistență pe ramura orizontală încărcată

forța de rezistență pe ramura orizontală descărcată

forța de rezistență pe ramura înclinată încărcată

forța de rezistență pe ramura înclinată descărcată

forța de rezistență la înfășurare pe ghidajul în formă curbilinie

forța de rezistență opusă de organele de înfășurare motoare

Eforturile de tracțiune în pct. caracteristice sunt următoarele:

(N) , (69),     [2]

Pentru calculul puterii motorului de antrenare a transportorului cu plăci se folosește relația:

(kW) , (69),     [8] [9]

Unde:

forța de tracțiune totală (daN)

viteza transportorului (m/sec.)

randamentul mecanismului de antrenare;

Înlocuind în relația (69) avem:

Se alege un motor electric asincron ASU 160Mb-8 cu următorii parametri: PM=5,5 kW; n=720 rot/min; =0,845; cosφ=0,70; IP/IN=5,2; MP/MN=1,9; MMAX./MN=2,2; M=115Kg.